Đồ án Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ cấp nhanh

Mục lục Trang A- Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền I – Chọn động cơ 4 II- Phân phối tỷ số truyền 6 III- Xác định công xuất, momen, số vòng quay trên các trục 7 B- Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ cấp nhanh I- Chọn vật liệu bộ truyền bánh răng trụ. 8 II- Xác định ứng xuất tiếp xúc mỏi cho phép 9 III- Xác định ứng xuất mỏi cho phép 9 IV- Xác định ứng xuất quá tải cho phép 10 VI- Xác định thông số bộ truyền 11 VII- Kiểm nghiệm răng bánh vít về độ bền tiếp xúc 12 VIII- Kiểm nghiệm độ bền uốn răng bánh vít 13 IX- kiểm nghiệm quá tải 14 X- xác định các kích thước hình học của bộ truyền 14 C- Tính bộ truyền bánh răng cấp chậm I- Chọn vật liệu 16 II- Xác định ứng xuất cho phép 17 III- Tính chọn một số thông số bộ truyền 19 IV- Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 20 V- Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn 23 V- Kiểm nghiệm quá tải 24 VII- Các thông số bộ truyền 25 VIII- Xác định lực trên bộ truyền bánh răng 27 D- Tính bộ truyền xích I- Chọn số răng đĩa xích 28 II- Xác định một số thông số bộ truyền 28 III- Tính kiểm nghiệm xích về độ bền uốn 30 IV- Tính các thông số bộ truyền 31 V- Tính kiểm về độ bền tiếp xúc 32 VI- Xác định lực tác dụng nên bộ truyền xích 32 E- Tính trục I- Chọn vật liệu trục 34 II- Xác định sơ bộ đường kính trục và khoảng cách gối 34 III- Xác định trục về độ bền mỏi 43 V- Kiểm nghiệm chính xác đường kính trục 37 IV- Kiểm nghiệm độ cứng của trục 51 VI- Tính chọn then 52 VII- Tính chọn ổ 55 VIII- Tính chọn khớp nối 61 G- Kết cấu vỏ hộp. 61 H- Tính chọn dầu và mỡ bôi trơn 67 K- Xác định và chọn các kiểu lắp 69 M- Phương pháp lắp ráp các chi tiết trên hộp 71 J- Tính nhiệt 73 A. CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN . I- Chọn động cơ. 1-xác định công suất động cơ .p Công suất trên trục động cơ điện được xác định theo công thức sau: Pct=
. Trong đó : Pct-công suất cần thiết trên trục động cơ [kw]. Pt- công suất tính toán trên trục máy công tác [kw]. ( - Hiệu suất truyền động. +/ Ta có :( = (ôl4 .(2BR . (x Trong đó : (ôl - Hiệu suất của một cặp ổ lăn . (BR- Hiệu suất của bộ truyền bánh răng . (x - Hiệu suất của bộ truyền xích . Dựa vào bảng 2.3/1/trang19 ta tra được hiệu suất của các bộ truyền,nó được thống kê ở bảng sau. Hiệu suất  Số lượng  Giá trị   (ôl  4  (0,99)4   (BR  2  (0,97)2   (x  1  0,93   Do đó ta có: ( = (ôl4 .(2BR . (x = (0,99)4.0,93.(0,97)2= 0,84 Như vậy muốn xác định công suất động cơ cần biết công suất tính toán Pt , mà công suất được xác định tuỳ thuộc vào chế độ làm việc của động cơ và tính chất tải trọng. +/ Xác định Pt : Ở đây đề bài cho tải trọng thay đổi - rung động nhẹ. Ta có : ts =
100 =
100 Trong đó: tlv = t1 +t2 =1+2,5= 3,5(giờ)- thời gian làm việc. t0-thời gian nghỉ ; tck – thời gian chu kỳ . ts =
100 = 87,5 % Có : ts =87,5% > 60% => động cơ coi như làm việc trong chế độ dài hạn với tải trọng thay đổi . Pt = Ptđ =
(1) Có mối quan hệ : P =
(kw) nên theo đầu bài chúng ta có: T2= 0,8T1 => P2= 0,8P1 Có : P1 = Pmax =
=
= 7,65 (KW) Theo đầu bài có : t1 =1 (h) ; t2 = 2,5 (h); thay t1,t2,P1 vào (1) ta được : Pt = 7,65. 0,862 = 6,5943 (KW) • Pct =
=
= 7,85 (KW) 2- Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ. Ta có : nsb=nlv.ut. Trong đó: nsb- Số vòng quay đồng bộ . nlv- số vòng của trục máy công tác ở đây là trục của băng tải quay. ut- Tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống dẫn động. Đối với hệ thống băng tải ta có : nlv=
= 47,77 [v/ph]. Trong đó : V- Vận tốc băng tải [m/s]. D- Đường kính tang quay [mm]. Với sơ đồ đề bài ra thì tỉ số truyền của toàn hệ thống : Ut=Uh.Ux. Uh : tỉ số truyền của hộp giảm tốc; Ux : tỉ số truyền của bộ truyền xích; Tra bảng 2.4/1/trang 21 sách thiết kế CTM ta chọn được Uh=14,Ux=2.1 Vậy nsb=nlv..Ut= 47,77.2,1 = 1404,4 [v/ph]. Ta chọn số vòng quay đồng bộ là : nđb = 1500 v/ph. 3- Quy cách chọn động cơ. Động cơ được chọn phải thoả mãn ba điều kiện sau: Pđc>Pct.; nđc( nsb;
. Theo bảng phụ lục 1.2/1/ sách thiết kế CTM với Pct=7,85 (KW) và nđ1=1500 v/hp ta chọn được động cơ có : Ký hiệu  4A132M4Y3   Công suất động cơ  Pđc=11 kw   Vận tốc quay  N=1458   Tỷ số 
= 2,2   So với điều kiện trên ta có: Pđc=11 > Pct=7,85. nđc = 1458 ( nsb = 1404,4 [v/ph].
= 2,2>
=1,4. II- Phân phối tỷ số truyền . Ta có Ut =
. Trong đó : nđc- Số vòng quay của động cơ . nlv- Số vòng quay của trục tang . nlv=47,77 v/ph (tính ở trên). nđc=1458 v/ph (chọn ở trên). Ut=
= 30,52. Mà Ut=Ux.Uh. • Ux =
=
= 2,18 • Ta chọn tỷ số truyền của xích: Ux= 2,2 Với Uh= 14, tra bảng (3.1/43) ta được : u1=4,79 , u2=2,92; III- Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục. Dựa vào công suất cần thiết Pct của động cơ và sơ đồ của hệ thống dẫn động ta tính được trị số công suất ,mômen và số vòng quay trên các trục. TRỤC I: PI= Pct.(ôl PI= 7,85.0,99 = 7,7715 [kw]. nI = nđc= 1458 [v/ph]. TI = 9,55.106.
= 50903,858 [N.mm] TRỤC II: PII= PI.(brI.(ôl PII = 7,7715.0,97.0,99 = 7,463 [kw]. nII=
= 304,384 [v/ph] TII = 9,55.106.
= 234150,448 [N.mm] TRỤC III: PIII= PII.(brII.(ôl PIII=7,463.0,97.0,99 = 7,167 [kw]. nIII=
= 104,241 [v/ph]. TIII = 9,55.106.
= 656602 [N.mm] TRỤC IV: PIV= PIII.(x.(ôl PIV=7,167.0,93.0,99 = 6,598 [kw]. nIV=
= 47,38 [v/ph]. TIV = 9,55.106.
= 1329905,023 [N.mm] Bảng thống kê Trục Thông số  Động cơ  I  II  III   Công suất P,kw  11  7,7715  7,167  0,796   Tỷ số truyền u   1  4,79  2,92    Số vòng quay n, v/p  1458  1458  304,384  104,247   Momen xoắn T, N.mm   50903,858  234150,44  656602   B- thiết kế bộ truyền động . Bánh răng là bộ phận rất quan trọng trong hộp giảm tốc nói riêng và hệ thống truyền động nói chung .Bánh răng dùng để truyền động giữa các trục ,thông thường có kèm theo sự thay đổi về trị số và chiều của vận tốc hoặc mô men.Việc bánh răng hư hỏng trong quá trình hoạt động là rất nguy hiểm .Cho nên cần thiết phải tính toán thiết kế bánh răng sao cho phù hợp ,đảm bảo an toàn trong sử dụng ,tiết kiệm được chi phí vật liệu nhằm đạt hiệu quả cao nhất . Việc thiết kế truyền động bánh răng được tiến hành qua các bước sau : Chọn vật liệu. Xác định ứng suất cho phép . Tính sơ bộ kích thước cơ bản của bộ truyền bánh răng . Trên cơ sở đó xác định các yếu tố ảnh hưởng tới khả năng làm việc của bộ truyền ,rồi tiến hành kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc,độ bền uốn ,độ quá tải. 4.) Xác định kích thước hình học của bộ truyền . I-Chọn vật liệu. Để thuận tiện cho việc cung cấp vật liệu ta chọn vật liệu hai bánh là như nhau,vì ở đây tải trọng trung bình nên ta chọn vật liệu như sau. 1-Chọn vật liệu bánh nhỏ: Chọn thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn mặt răng HB1 = 241..285 Có (b1= 850 [Mpa]. (ch1= 580 [Mpa]. 2-Chọn vật liêu bánh lớn . Để tăng khả năng chạy mòn của răng ,nên nhiệt luyện bánh lớn có độ rắn mặt răng thấp hơn bánh nhỏ từ 10 đến 15 HB. Chọn thép 45tôi cải thiện đạt độ rắn mặt răng HB2= 192...240 Có (b2= 750 [Mpa]. (ch2= 450[Mpa]. II- xác định ứng suất cho phép. ứng suất tiếp xúc cho phép [(H] và ứng suất uốn cho phép [(F] được xác định theo công thức sau . [(H] =
[(F ] =
. Trong đó : ZR- Hệ số xêt đến độ nhám của mặt răng làm việc. Zv- Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng. KxH- Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng. YR- Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng. Ys- Hệ số xét đến ảnh hưởng của vật liệu đối với tập chung ứng suất . KxF- Hệ số xét đến kích thước của bánh răng ảnh hưởng đến độ bềnuốn. KFc- Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải vì bộ truyền quay một chiề nên: KFc = 1. KHL,KFL-Hệ số tuổi thọ. SH,SF- Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn. (0Hlim- ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở. (0Flim- ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ cơ sở. Khi thiết kế sơ bộ lấy ZR.Zv.KxH = 1 và YR.YsKxF = 1, do đó công thức ứng suất cho phép là: [(H] =
[(F ] =
. Chọn độ rắn bánh răng nhỏ HB1=245 Mpa Chọn độ rắn bánh răng nhỏ HB2=230 Mpa tra bảng 6.2/1/ được. (0Hlim = 2.HB +70 và SH=1,1. (0Flim = 1,8.HB và SF=1,75. (0Hlim1 = 2.HB 1+70 = 2.245 + 70 = 560 [Mpa]. (0Hlim2 = 2.HB 2+70 = 2.230 + 70 = 530 [Mpa]. (0Flim1 = 1,8.HB1 = 1,8.245 = 441 [Mpa] (0Flim2 = 1,8.HB2 = 1,8.230 = 414 [Mpa] • Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc là: NHO = 30.H2,41H. NH01 = 30.2452,4 = 1,6 .107. NH02 = 30.2302,4 = 1,39.107. • Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn đối với mọi loại thép NFo = 4.106. Ta xác định hệ số tuổi thọ theo công thức sau.
;
mH ,mF bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn .Do ta chọn độ rắn mặt răng HB < 350 Mpa nên ta được mH = 6 , mF = 6 . Vì bộ truyền chịu tải trọng thay đổi nên ta phải vậy nên NHE , được xác định theo công thức sau :
Với Ti , ni , ti ,lần lượt là mômen xoắn , số vòng quay ,và tổng số giờ làm việc ở chế độ thứ i của bánh răng đang xét . c- Số lần ăn khớp trong một vòng quay . Ta có :


12,49.107 Vì NHE2 > NHO2 nên lấy hệ số tuổi thọ KHL2 = 1. NHE1 > NHO1 nên lấy hệ số tuổi thọ KHL1= 1. Như vậy theo(6.1a) sơ bộ xác định được ứng suất cho phép. [(H] =
[(H]1=
=
= 509,1 (MPa) [(H]2=
=
= 481,8 (MPa) Vì cả bộ truyền cấp nhanh và bộ truyền cấp chậm đều sử dụng răng thẳng nên: [(H] =min([(H]1 , [(H]2 )=[(H]2 = 481,8 (MPa) Theo (6.7)/1/:
=>

= 9.107 NFE2 > NFO nên lấy hệ số tuổi thọ KFL2 = 1. ( NFE1 > NFO1 nên lấy hệ số tuổi thọ KFL1 = 1. Theo (6.2a) với bộ truyền quay 2 chiều, KFC = 0,7 ta có: [(F]1 =
=
= 176,4 (MPa) [(F]2=
=
= 165,6 (MPa) • Xác định ứng suất quá tải cho phép. Theo (6.10) và (6.11)/1/: [(H]max= 2,8.(ch = 2,8.450 = 1260 (MPa) [(F1]max= 0,8.(ch = 0,8.580 = 464 (MPa) [(F2]max= 0,8.(ch = 0,8.450 = 360 (MPa) III-A. TÍNH CHỌN CÁC SỐ THÔNG SỐ BỘ TRUYỀN CẤP NHANH . 1- Xác định sơ bộ khoảng cách trục aw. Ta có :
(1) Trong đó : Ka- Hệ số phụ thuộc vật liệu của cặp bánh răng và loại răng, tra bảng 6.5/1/ : Ka= 49,5 (răng thẳng). u1- tỷ số truyền của cặp bánh răng , u1= 4,79 (xác định ở trên). TI- Mô men xoắn trên trục bánh chủ động, TI = 50903,858 (N.mm) KH(- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc, nó phụ thuộc vào vị trí của bánh răng đối với ổ và hệ số (bd. Theo (6.16)/1/: (bd = 0,53.(ba.(u1+1). Tra bảng 6.6/1/ ta chọn : (ba = 0,3 ( (bd = 0,53.0,3(4,79+1) = 0,92 Tra bảng 6.7/1/ được : KH( = 1,138 Thay tất cả các giá trị tìm được vào (1):
= 159,9 (mm). 2 - Xác định các thông số ăn khớp: m = (0,01(0,02) . aw1 = (0,01(0,02) . 159,9 = 1,599 ( 3,198 Theo bảng 6.8/1/ chọn môđun pháp: m = 2,5. Số răng bánh nhỏ: z1=
= 22,09 => Chọn : z1 = 22 (răng ) Số răng bánh lớn: z2 = z1 . u1 = 22 . 4,79 = 105,38 => Chọn : z2 = 105 (răng) zt= z1 +z2 =22+105= 127 ( răng ) Xác định tỉ số truyền thực: Um =
=
= 4,77 Như vậy tỉ số truyền tahy đổi nhỏ nên không có sự sai khác vận tốc . Tính lại khoảng cách trục : aw1 =
= 158,75 (mm) với Zt là tổng số răng Do đó cần xác định hệ số dịch chỉnh răng để đảm bảo: aw1 = 160 (mm) Theo (6_22) ta tính hệ số dịch tâm: Hệ số dịch tâm: y=
=
= 0,5 Hệ số : ky=
= 3,937 Tra bảng 6.10a/1/ ta được: kx= 0,1183 Hệ số giảm đỉnh răng : (y=
0,015 Tổng hệ số dịch chỉnh: xt=y+(y=0,5+0,015= 0,515 Hệ số dich chỉnh bánh 1: x1=0,5[xt-(z2-z1).
]=0,5[0,5162-(95-22).
]= 0,0941 Hệ số dịch chỉnh bánh 2: x2=xt-x1=0,515-0,0941= 0,4209 Theo (6.27)/1/ góc ăn khớp (tw: cos(tw=
(tw= 21,1950 3 - Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. Theo (6.33)/1/, ứng suất tiếp xúc: (H = ZM.ZH.Z(.
(2) Trong đó : ZM - Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu của các bánh răng ăn khớp tra bảng 6.5/1/ ta được : ZM= 274 MPa1/3. ZH - Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc . ZH=
=
=> ZH = 1,722 Z( - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với răng thẳng (( = 0 ta có: Z( =
Với:
= 1,704 Z( =
= 0,8748 T1- Momen xoắn trên trục bánh răng 1, T1 = 50903,858 (N.mm) KH- Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc . KH = KH(.KH(.KHv trong đó: KH(- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng , KH(= 1,138 (chọn ở trên) KH(- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp , với răng thẳng KH(= 1 KHv- Hệ số kể đến tải trọng xuất hiện trong vùng ăn khớp, trị số của KHv tính theo công thức sau: KHv= 1 +
. dw1: Đường kính vòng lăn bánh nhỏ. dw1=
= 55,495 (mm) bw: Chiều rộng vành răng . bw= (ba.aw1 = 0,3.160 = 48 (mm) Theo (6.42)/1/ : (H = (H..g0.v.
vận tốc vòng : v =
= 4,2316 (m/s) Với v = 4,2316 (m/s) tra bảng 6.13/1/ dùng cấp chính xác 8, do đó theo bảng 6.16/1/ : g0 = 56 Với HB2 = 230 < 350 tra bảng 6.15/1/ tra được hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp ; (H= 0,006. (H = 0,006 . 56 . 4,15 .
= 8,2346 (m/s) • KHv= 1 +
= 1 +
1,1892 . KH = KH(.KH(.KHv = 1,138 . 1 . 1,1892 = 1,3533 Thay tất cả các giá trị vừa tính được vào (2) (H = 274 .1,722 . 0,8748 .
= 438,547 (MPa) • Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép: Theo (6.1)/1/ với v= 4,2316 (m/s) < 5 (m/s) lấy Zv= 1 Với cấp chính xác động học là 8, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công răng đạt độ nhám Ra= 2,5 .. 1,25 (m => ZR= 0,95 Với da < 700 mm lấy KxH= 1 Theo (6.1) và (6.1a)/1/ : [(H] = [(H]’.Zv.ZR.KxH = 481,8 . 1 . 0,95 . 1= 457,7 (MPa) Vậy (H = 438,547 < [(H] = 457,7 (MPa) Tính sự chênh lệch ứng suất : (( =
Sự chênh lệch này bằng 4% nên đã thoả mãn yêu cầu 4 - Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: Theo (6.43)/1/ :
(F1 =
[(F1] (3) trong đó : KF- Hệ số tuổi thọ khi tính về uốn, theo (6.45)/1/: KF= KF(. KF(. KFv. K F(- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn, tra bảng 6.7/1/ được K F( = 1,288 (sơ đồ 3) KF(- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn, răng thảng nên KF( = 1 . KFv- Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn, theo (6.46)/1/ : KFv = 1 +
theo (6.47)/1/ : (F = (F . g0 .v.
Theo bảng 6.15/1/ tra được hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp (F = 0,016 v = 4,2316 (m/s) (tính ở trên) và g0 = 56 (tra ở trên). (F = (F.g0.v.
= 0,016.56.4,2316.
= 21,959 KFv = 1 +
=1+
= 1,371 • KF = KF(. KF(. KFv = 1,288 . 1 . 1,371 = 1,7658 Y(- Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: Y( =
= 0,5868 (((= 1,704 tính ở trên ). Y( - Hệ số kể đến độ nghiêng của răng, vì răng thẳng nên Y( = 1. YF1,YF2 - Hệ số biến dạng răng của bánh 1 và 2, tra bảng 6.18/1/ với số răng tương đương : zv1 = z1 = 22 zv2 = z2= 105 ta được: YF1 = 3,83 YF2 = 3,53 Thay các giá trị vừa tính được vào (3) : => (F1 =
=
= 60,7096 (MPa) Theo (6.44)/1/ :
(F2 = (F1 .
= 55,954 (MPa) Xác định ứng suất uốn cho phép khi kể đến các nhân tố khác : Theo (6.2) và (6.2a)/1/ : [(F] = [(F]’.YR.Ys.KxF. trong đó : YR- Hệ số kể đến ảnh hưởng mặt lượn chân răng, YR= 1. Ys- Hệ số kể đến độ nhạy của vật liệu đối với sự tập trung ứng suất, với m = 2,5 (mm) : Ys = 1,08 – 0,0695 . ln(2,5) = 1,0163 KxF- Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn với da KxF = 1. [(F1] = [(F1]’.YR.Ys.KxF = 176,4.1.1,0163.1 = 179,275 (MPa) [(F2] = [(F2]’.YR.Ys.KxF = 165,6.1.1,0163.1.1 = 168,299 (Mpa) Vậy (F1 = 60,7096 < [(F1] = 179,275 (MPa) (F2 = 55,954 < [(F1] = 168,299 (Mpa) • thoả mãn điều kiện bền uốn. 5- Kiểm nghiệm quá tải: Theo (6.48): (H1max = (H.
= 448,7 .
= 530,9 (MPa) < [(H] max = 1260 (MPa) Để tránh biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất cực đại (Fmax tại mặt chân răng không được vượt quá một trị số cho phép . Theo (6.49)/1/: (Fmax = (F.Kqt (F1max = (F1.Kqt = 60,7096 . 1,4 = 84,993 (MPa) (F2max = (F2.Kqt = 55,954 .1,4 = 78,3356 (MPa) Vậy (F1max < [(F1]max = 464 (MPa) (F2max < [(F2]max = 360 (MPa) 6 - Xác định các thông số bộ truyền: Bảng 5 Bảng thống kê các thông số Thông số  Ký hiệu  Trị số  đơn vị   Môđun pháp  m  m = 2,5    Số răng bánh răng  Z  z1 = 22 z2= 105  răng   Tỷ số truyền thực  um  u1= 4,77  mm   Khoảng cách trục  aw  aw= 160  mm   Chiều rộng vành răng  bw  bw = 48  mm   Góc ăn khớp  (tw  (tw=21,190  độ   Đường kính lăn  dw  dw1 = 55,45 dw2 =264,54  mm   Hệ số dịch chỉnh  X  x1= 0,0941